Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство сельского хозяйства и продовольствия Республики Беларусь

Учреждение образования «ГРОДНЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Курсовой проект

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА ПОДВЕСНОГО КОНВЕЙЕРА

по дисциплине «Прикладная механика»



Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя

1.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1.2 Передаточное число привода и его ступеней

1.3 Определение основных кинематических характеристик привода

2. Расчет открытой передачи

2.1 Проверочный расчет

3. Расчет закрытой зубчатой передачи

3.1 Выбор материала

3.2 Определение допустимых контактных напряжений

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

3.4 Проектный расчет зубчатой передачи

3.5 Проверочный расчет зубчатой передачи

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора

9. Проверка долговечности подшипников

10. Проверочный расчет валов



Введение

Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин.

Задачей проекта является разработка привода ленточного конвейера.

Привод состоит из электродвигателя, одноступенчатого редуктора. Вращательное движение от электродвигателя редуктору передается упругой втулочно-пальцевой муфтой, от редуктора к конвейеру - посредством открытой цепной передачи.

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатые передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов напряжений.

Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.

В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.



1. Выбор электродвигателя

Для расчета параметров приводной станции к ленточному конвейеру используем следующие исходные данные:

1) Тяговая сила ленты .

2) Скорость подъема .

3) Диаметр барабана .

4) Редуктор предназначен для длительной эксплуатации.

5) Режим работы односменный.

6) Валы установлены на подшипниках качения.

Кинематическая схема привода показана на рисунке 1.1.

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема приводной станции

1.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

В качестве приводного используется трехфазный асинхронный электродвигатель переменного тока серии 4а.

Мощность привода [с. 41 (1)]:

где F = 3,0 кН - тяговая сила ленты,

- скорость подъема

(кВт)

Для определения общего КПД привода используем формулу:

где з_з.п., з_о.п., з_м, з_п.к. - коэфициенты полезного действия закрытой передачи, открытой передачи, муфты и подшипников качения.

Значения КПД передач и подшипников выбираем из таблицы 2.2 и примечания к ней [с. 42, (1)]. двигатель редуктор подшипник

Определяем требуемую мощность двигателя Р_дв, кВт [с. 42, (1)]:

(кВт)

Значение номинальной мощности выбираем из таблицы 2.1 [с. 41, (1)] по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности Р_дв:

Для расчета рассмотрим двигатели с различными синхронными частотами вращения: 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Значения номинальных частот вращения принимаем из таблицы К9 [с.406(1)] и сведем в таблицу.



Таблица 1.1 Синхронные и номинальные частоты вращения двигателей

Двигатель	Синхронная частота, об/мин	Номинальная частота, об/мин
4АМ90L2УЗ	3000	2840
4АМ100S4УЗ	1500	1435
4АМ112MA6УЗ	1000	955
4АМ112MB8УЗ	750	700

1.2 Передаточное число привода и его ступеней

Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя n_ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины n_рм при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и_зп и открытой и_оп передач:

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины n_рм,

об/мин [с. 43 (1)]. Для ленточных конвейеров:

где v - скорость конвейера, м/с;

D - диаметр барабана, мм.

Определяем передаточное число привода для всех рассматриваемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Р_ном:



За номинальную частоту вращения двигателя n_ном принимаем соответствующие значения из таблицы 1.1.

Выбираем промежутки передаточных чисел для передач привода (таблица 2.3, с. 45, [1]):

- закрытая зубчатая коническая u _зп = 2...6,3;

- открытая зубчатая цилиндрическая u_оп = 2...4.

При этом передаточное число привода будет составлять:

Найденному диапазону для передаточного числа привода соответствуют 2 из 4 выбранных электродвигателей с частотами вращения 1000 и 750 об/мин.

Воспользуемся одним из способов разбивки передаточного числа u - принимаем и оставляем постоянным передаточное число редуктора (закрытой передачи) u_з.п. = 4, изменяя передаточное число открытой передачи u_о.п.:



Согласно таблице 2.3 (c. 45[1]) оптимальные значения . Исходя из этого, выбираем электродвигатель 4АМ112МА6У3 с синхронной частотой вращения n = 750 об/мин, номинальной частотой вращения n_ном = 700 об/мин и номинальной мощностью P = 3кВт.

1.3 Определение основных кинематических характеристик привода

1) Определим мощности [табл. 2.4 с. 46 (1)]:

.

2) Определим частоты вращения [табл. 2.4 с.46 (1)]:

;

3) Определим угловые скорости [табл. 2.4 с.46 (1)]:

4) Определим вращающие моменты [табл. 2.4 с.46 (1)]:

Полученные данные занесем в таблицу.

Таблица 1.2 Силовые и кинематические характеристики привода

Двигатель 4АМ112МА6У3: nном = 700 об/мин; Рном = 3 кВт
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	за- кры тая	откры тая		двига теля	редуктора	привода рабочей машины
					быстро ходный	тихо ход- ный
Передаточное число u	4	3,5	Расчётная мощность двигателя P, кВт	2,74	2,658	2,552	2,3496
			Угловая ско- рость	73,27	73,27	18,32	5,234
КПД	0,97	0,93	Частота враще- ния n, об/мин	700	700	175	50
			Вращающий момент	37,259	36,148	138,85	447,437



2. Расчет открытой передачи

Основным критерием работоспособности цепной передачи является износостойкость шарниров цепи. Необходимая долговечность обеспечивается за счет ограничения давления в шарнирах. При этом должно соблюдаться условие:

Проектный расчет передачи приводной роликовой цепью.

Определим ориентировочное значение шага цепи p, исходя из допускаемого давления в шарнирах по формуле (с. 92 [1]):

где - крутящий момент на ведущем валу передачи, Н·м. По расчету Т₁ = 138,85 Н·м;

- коэффициент эксплуатации, который определяется по формуле [с.92 (1)]:

где - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки. При спокойной нагрузке принимаем [табл. 5.7. c 93 (1)];

- коэффициент, учитывающий способ смазки. При периодической смазке принимаем [табл. 5.7. c 93 (1)];

- коэффициент, учитывающий положение передачи. При наклоне линии центров звездочек к горизонту принимаем [табл. 5.7. c 93 (1)];

- коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния. Для передачи без регулировки принимаем [табл. 5.7. c 93 (1)];

- коэффициент, учитывающий режим работы. При односменном режиме принимаем [табл. 5.7. c. 93 (1)];

При подстановке численных значений получим:

v - число рядов цепи, для однорядных цепей типа ПР v=1.

- число зубьев ведущей звездочки, которое определяется по формуле [с. 94(1)]:

где u - передаточное число цепной передачи, [табл.1 глава 1]

При подстановке численных значений получим:

Поскольку значение должно быть нечетным, то принимаем ;

- допускаемое напряжение а шарнирах цепи, . Ориентировочно принимаем [с. 94 (1)].

При подстановке численных значений получим:



Полученное значение шага цепи корректируем в соответствии со стандартными значениями. На основании этого принимаем шаг цепи . По табл. К32 [1] принимаем однорядную приводную роликовую цепь имеющую следующее обозначение:

ПР - 25,4 -6000 ГОСТ 13568-75.

Определим число зубьев ведомой звездочки по формуле [с. 94 (1)]:

Для обеспечения равномерного изнашивания зубьев [с. 94 (1)] принимаем .

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного u [с. 94 (1)]:

Определим ориентировочно оптимальное межосевое расстояние в шагах [с. 95 (1)]:

Принимаем

Определим число звеньев цепи по формуле [с. 95 (1)]:

С учетом округления получим .

Уточним межосевое расстояние в шагах [с. 95 (1)]:

Определим фактической межосевое расстояние a, мм [с. 95 (1)]:

Тогда монтажное межосевое расстояние [с. 95 (1)]:

Определим длину цепи [с. 95 (1)]:

Определим диаметры звездочек [с. 95 (1)]:

Диаметр делительной окружности:

· ведущей звездочки

· ведомой звездочки

Диаметр окружности выступов определяем по формуле [с. 95 (1)]:

· ведущей звездочки ;

· ведомой звездочки

где - коэффициент высоты зуба;

- коэффициент числа зубьев [с. 95 (1)]:

- для ведущей звездочки;

- для ведомой звездочки;

- геометрическая характеристика зацепления, - диаметр ролика шарнира цепи. Согласно таблице К32 [1] При подстановке численных значений получим:

При подстановке численных значений получим:

;

Определим диаметр окружности впадин [с. 95 (1)]:

2.1 Проверочный расчет

Проверим частоту вращения меньшей звездочки [с. 96 (1)]. Допускаемая частота вращения:

;

- условие выполняется.

Проверим число ударов цепи о зубья звездочек. Для этого определим [с. 96 (1)]:

· расчетное число ударов цепи:

· допускаемое число ударов:

- условие выполняется.

Определим фактическую скорость цепи (с. 96 [1]):

Определим окружную силу, передаваемую цепью, Н [с. 96 (1)]:

где - мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу редуктора) (см. табл. 1.2. гл.1), кВт.

При подстановке численных значений получим:

Проверим давление в шарнирах цепи [с. 96 (1)]:

где - коэффициент эксплуатации (см. п. 2.1.)

- площадь проекции опорной площади шарнира, [с. 96 (1)]:

где - соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, мм. По табл. К32 [1] принимаем При подстановке численных значений получим:

;

Уточним допускаемое давление в шарнирах цепи [табл. 5.8. с.94 (1)]. Принимаем .

- условие выполняется.

Проверим прочность цепи. Для этого определим расчетный коэффициент запаса прочности по формуле [с. 97 (1)]:

где - разрушающая нагрузка цепи, Н. По табл. К32 [1] принимаем ;

- окружная сила, передаваемая цепью, Н (см. п. 2.3.);

- коэффициент, учитывающий характер нагрузки. При спокойной нагрузке принимаем [табл. 5.7. c. 93 (1)];

- предварительное натяжение цепи от провисания её ведомой ветви, Н [с. 97 (1)].

где - коэффициент провисания. Для передач, имеющих угол наклона к горизонту до принимаем ;

- масса 1 м цепи, . По табл. К32 [1] принимаем ;

- межосевое расстояние, м. (см. п. 2.1.);

- ускорение свободного падения, , .

При подстановке численных значений получим:

- натяжение цепи от центробежных сил, Н [с. 97 (1)]:

При подстановке численных значений получим:

Определим допускаемый коэффициент запаса прочности . По табл. 5.9. с. 97 [1] принимаем Тогда:

- условие выполняется.

Определим силу давления цепи на вал по формуле [с. 97 (1)]:

где - коэффициент нагрузки вала. По табл. 5.7. с. 93 [1] принимаем . При подстановке численных значений получим:

Полученные данные занесем в таблицу.

Таблица 1.3 Параметры цепной передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип цепи	ПР - 25,4 -6000 ГОСТ 13568-75.	Диаметр делительной окружности звездочек: ведущей ведомой	158,54 665,06
Шаг цепи p	25,4	Диаметр окружности выступов звездочек: ведущей ведомой	200,12 669,88
Межосевое расстояние a	1014,22	Диаметр окружности впадин звездочки: ведущей ведомой	181,01 661,65
Длина цепи l	3403,6
Число звеньев	134
Число зубьев звездочки: ведущей ведомой	23 81
Сила давления цепи на вал	1654,4

Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение	Примечание
Частота вращения ведущей звездочки об/мин	1590,55	175	условие выполняется
Число ударов цепи U	20	2	условие выполняется
Коэффициент запаса прочности S	8,3	13,08	условие выполняется
Давление в шарнирах цепи	30	22,37	условие выполняется



3. Расчет закрытой зубчатой передачи

3.1 Выбор материала

Для шестерни и колеса выберем материалы со средними механическими характеристиками. По таблице 3.1., 3.2. с 52, 53 [1] принимаем: для шестерни сталь 45, термическая обработка - нормализация, твердость ; для колеса - сталь 45, термическая обработка - нормализация, твердость

3.2 Определение допустимых контактных напряжений

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса [с. 55 (1)]:

; ;

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. Для выбранных материалов при (прим. с. 54 [1]) принимаем по таблице 3.3. [1] ;

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы [с. 55 (1)],

;

где - угловая скорость соответствующего вала, (см. табл. 1.2.);

- срок службы привода, ч [с. 39 (1)]:

;

где - срок службы привода (см. тех. зад.). Принимаем ;

- продолжительность смены, ч (см. тех. зад.), принимаем ;

- число смен;

Из значения вычтем 10% на ремонт, профилактические мероприятия, нерабочие дни.

При подстановке численных значений получим:

;

При подстановке численных значений получим:

Поскольку , , то , , что соответствует значениям для нормализованных колес (с. 55 [1]).

Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса , соответствующие пределу контактной выносливости и по табл. 3.1. [1]:

.

Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса (с. 55 [1]):



3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса [с. 56 (1)]:

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости [с. 56 (1)];

N - число циклов перемены напряжений (см. п. 3.2.).

Поскольку , , то , , что соответствует значениям при твердости .

Определим допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса , соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений и по табл. 3.1. [1]:

/

В итоге допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса принимают значения (с. 56 [1]):



3.4 Проектный расчет зубчатой передачи

Определим межосевое расстояние , мм (с. 61 [1]):

где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач [с. 61 (1)];

- коэффициент ширины колеса. Принимается в интервале для цилиндрического одноступенчатого редуктора [с. 61 (1)]; Принимаем ;

- передаточное число редуктора (см. табл. 1.2.);

- вращающий момент на тихоходном валу, (см. табл. 1.2.);

- допускаемое контактное напряжение колеса, (см. п. 3.1.);

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев [с. 61 (1)].

При подстановке численных значений получим:

В соответствии с таблицей 13.15 [1] принимаем мм.

Определим модуль зацепления (с. 62 [1]):



где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач [с. 62 (1)];

- делительный диаметр колеса (с. 62 [1]):

- ширина венца колеса (с. 62 [1]):

- допускаемое напряжение изгиба материала, (см. п. 3.3.);

При подстановке численных значений получим:

В соответствии с рекомендациями с. 62 [1] принимаем

Определим угол наклона зубьев [с. 62 (1)]:

Принимаем , так как

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса [с. 62 (1)]:

Уточним действительную величину угла наклона зубьев [с. 62 (1)]:



Определим число зубьев шестерни [с. 63 (1)]:

В соответствии с рекомендациями с. 63 [1] принимаем

Число зубьев колеса (с. 63 [1]):

Определим фактическое передаточное число передачи и проверим отклонение от заданного [с. 63 (1)]:

;

условие выполняется.

Определим фактическое межосевое расстояние [с. 63 (1)]:

Определим основные геометрические параметры передачи [с. 63 (1)]:

Делительный диаметр:

· шестерни

· колеса



Диаметр вершин зубьев:

· шестерни

· колеса

Диаметр впадин зубьев:

· шестерни

· колеса

Ширина зубчатого венца

· колеса

· шестерни [табл. 13.15 (1)]

3.5 Проверочный расчет зубчатой передачи

Проверим межосевое расстояние [с. 63 (1)]:

Проверим годность заготовок колёс [табл. 3.2. с. 53 (1)]. Для выбранного материала размеры заготовок не ограничены.

Проверим контактные напряжения [с. 64 (1)]:



где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач (с. 64 [1]);

- окружная сила в зацеплении, Н [с. 64 (1)]:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. При окружной скорости [с. 64 (1)], которая соответствует 9 классу точности [табл. 4.2. (1)] по графику на рис. 4.2. [1] принимаем ;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (см. п. 3.4.);

- коэффициент динамической нагрузки, в соответствии с табл. 4.3. [1] принимаем .

При подстановке численных значений получим:

- условие выполняется.

При этом фактическая недогрузка составит (прим. с. 65 [1]):

Необходимые рекомендации соблюдены.

Проверим напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса [с. 65 (1)]:

где m - модуль зацепления (см. п. 3.4.);

- ширина зубчатого венца (см. п. 3.4.);

- окружная сила в зацеплении (см. п. 3.5.);

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем [с. 66 (1)];

- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев [с. 66 (1)];

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности передачи. По таблице 4.3. [1] принимаем ;

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для значений эквивалентного числа зубьев шестерни [с. 66 (1)].

и колеса [с. 66 (1)]:

принимаем по таблице 4.4. [1] и ;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба [с. 66 (1)]:



и - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса (см. п. 3.3.):

При подстановке численных значений получим:

Условие прочности выполняется.

Результаты вычислений занесем в таблицу:

Таблица 1.4 Параметры закрытой зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние	125	Угол наклона зубьев	8
		Диаметр делительной окружности: шестерни колеса	49,6 200,4
Модуль зацепления m	1	Диаметр окружности вершин: шестерни колеса	51,6 202,4
Ширина зубчатого венца: шестерни колеса	45 40	Диаметр окружности впадин: шестерни колеса	47,2 198
Вид зубьев



Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение	Примечание
Контактные напряжения			условие выполняется
Напряжения изгиба,		198,79	128	условие выполняется
		198,79	132,45	условие выполняется



4. Предварительный расчёт валов и выбор подшипников

Для изготовления валов редуктора выберем сталь 45, термическая обработка - нормализация.

Допускаемые напряжения на кручение принимаем в соответствии с рекомендациями с. 110 [1]: для ведущего вала , для ведомого .

Определим геометрическим параметры ступеней валов.

Для ведущего вала [табл. 7.1. (1)]:

Первая ступень (под полумуфту):

Выходной конец ведущего вала используется для крепления полумуфты (см. тех. зад.). Так как диаметр вала ротора двигателя [табл. К10 (1)], то по таблице 10.8 [1] принимаем . [прим. табл. 7.1. (1)].

Переходной участок выполним в виде галтели радиусом [табл. 10.8 (1)], на конце вала - фаска [табл. 10.8 (1)].

Для и по табл. К21 [1] выберем упругую втулочно - пальцевую муфту 250-32-I.32-I.2-УЗ ГОСТ 24424 - 93.

По таблице К21 [1] принимаем .

По таблице 10.8 [1] принимаем - фаска.

Вторая ступень (под подшипник):



где - высота буртика. По табл. 7.1. [1] принимаем .

При подстановке численных значений получим:

Принимаем

Переходной участок выполним в виде канавки шириной , глубиной , радиусом [табл. 10.7 (1)].

По таблице 7.2. [1] и К27 [1] выберем шариковый однорядный радиальный подшипник 207 ГОСТ 8338 - 75.

По таблице 13.15 [1] принимаем

Третья ступень (под шестерню):

где - координата фаски подшипника. По таблице 7.1. [1] принимаем .

При подстановке численных значений получим:

По таблице 13.15 [1] принимаем

Так как , , то вал-шестерню изготавливаем по исполнению а [рис. 10.10 (1)].

определим графически на этапе эскизной компоновки.

Четвертая ступень (под подшипник)

Для цилиндрических одноступенчатых редукторов [табл. 7.1. (1)].

Переходной участок выполним в виде канавки шириной , глубиной , радиусом [табл. 10.7 (1)].

Длина ступени [табл. 7.1. (1)]:

По таблице 13.15 [1] принимаем .

Для вала колеса [табл. 7.1. (1)]:

Первая ступень (под звездочку):

По таблице 13.15 [1] принимаем

По таблице 13.15 [1] принимаем

Переходной участок выполним в виде галтели размера радиусом [табл. 10.8 (1)], по таблице 10.8 [1] принимаем фаску на конце вала

Вторая ступень (под подшипник):

где - высота буртика. По табл. 7.1. [1] принимаем .

По таблице 13.15 [1] принимаем

Переходной участок выполним в виде канавки шириной , глубиной , радиусом [табл. 10.7 (1)].

По таблице 7.2. [1] и К27 [1] выберем шариковый однорядный радиальный подшипник 209 ГОСТ 8338 - 75.

По таблице 13.15 [1] принимаем

Третья ступень (под колесо):

где - координата фаски подшипника. По таблице 7.1. [1] принимаем .

При подстановке численных значений получим:

По таблице 13.15 [1] принимаем

определим графически на этапе эскизной компоновки.

Четвертая ступень (под подшипник):

Для цилиндрических одноступенчатых редукторов (табл. 7.1. [1]).

Переходной участок выполним в виде канавки шириной , глубиной , радиусом [табл. 10.7 (1)].

Пятая ступень (упорная):

где - величина фаски ступицы. По таблице 7.1. [1] принимаем

При подстановке численных значений получим:

По таблице 13.15 [1] принимаем

определим графически на этапе эскизной компоновки.



5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Конструктивные размеры шестерни даны в таблице 1.3.

Определим конструктивные размеры колеса. Внутренний диаметр ступицы [табл. 10.2 (1)]:

Наружный диаметр ступицы при шпоночном соединении с натягом [табл. 10.2 (1)]:

По таблице 13.15 [1] принимаем

Толщина ступицы [табл. 10.2 (1)]:

Длина ступицы [табл. 10.2 (1)]:

По таблице 13.15 [1] принимаем

Величину фаски [табл. 10.1. (1)]:принимаем .

Толщина обода [табл. 10.2 (1)]:

где - модуль зацепления, мм (см. табл. 1.3.);

- ширина зубчатого венца колеса (обода), мм (см. табл. 1.3.);

При подстановке численных значений получим:

Ширина обода приведена в таблице 1.3.

Толщина диска [табл. 10.2 (1)]:

По таблице 13.15 [1] принимаем

По таблице 10.2. [1] принимаем радиусы закруглений уклон



6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок и крышки корпуса [с. 231 (1)]:

где - вращающий момент на тихоходном валу (см. табл. 1.2.).

При подстановке численных значений получим:

Принимаем

Крепежные винты фланцев корпуса и крышки и конструктивные элементы выберем из таблицы 10.17. и 10.18:

Для крепления фундаментального фланца основания корпуса выберем болт М14 . Ширина фланца , координата отверстия под винт , диаметр цековки под болт , глубина цековки , диаметр отверстия под болт . Согласно рекомендациям с. 234 [1] опорную поверхность выполним в виде двух параллельно расположенных платиков шириной (с. 234 [1]). По таблице 13.15 [1] принимаем . Редуктор крепим к раме четырьмя болтами снизу, по одному на каждый угол (с. 234 [1]).

Для крепления фланцев подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса выберем болт М12. Ширина фланца , координата отверстия под болт , диаметр цековки под болт , глубина цековки , диаметр отверстия под болт , высота фланца (с.237, 239 [1]).;

Для крепления соединительного фланца основания и крышки корпуса выберем болт М10 . Ширина фланца , координата отверстия под болт , диаметр цековки под болт , глубина цековки , диаметр отверстия под болт , высота фланца ;

Для крепления фланца крышки подшипникового узла выберем винт М8 (см. табл. 10.20); Ширина фланца , координата отверстия под винт , диаметр цековки под винт , глубина цековки , диаметр отверстия под винт . По таблице К15 принимаем для тихоходного вала - Крышка 22-80 ГОСТ 18511-73 - глухая, по таблице К16 - Крышка 12-8040 ГОСТ 18512-73 - с отверстием для вала. Для вала колеса по таблице К15 принимаем - Крышка 22-90 ГОСТ 18511-73 - глухая, по таблице К16 - Крышка 12-9050 ГОСТ 18512-73 - с отверстием для вала. По таблице 10.21 [1] параметры фланца подшипникового узла для быстроходного вала: внутренний диаметр , наружный диаметр , высота фланца . Параметры фланца подшипникового узла для тихоходного вала: внутренний диаметр , наружный диаметр , высота фланца .

Для крепления фланца крышки смотрового люка выберем винт М6 . Ширина фланца , координата отверстия под винт , диаметр отверстия под винт .



7. Первый этап компоновки редуктора

Схематично изобразим зубчатую пару, а также валы и контур корпуса редуктора. Определим границы корпуса.

Определим размеры зазоров.

Зазор внутренней поверхности стенок корпуса от вращающихся поверхностей колеса [с. 117 (1)]:

где - длинна ступицы колеса.

При подстановке численных значений получим:

По таблице 13.15 [1] принимаем .

Определим длину ступени тихоходного вала под колесо вала.

где - длина ступицы колеса,

- длина упорной части вала, принимаем мм.

При подстановке численных значений получим:

.

Тогда ширина внутренней части корпуса равна:

,

где - зазор между мазеудерживающим кольцом и внутренней поверхностью корпуса [рис. 9.40 (2)], принимаем .

При подстановке численных значений получим:



8. Расчетная схема валов редуктора

Для проверочного расчета подшипников, а также для проверочного расчета валов необходимо предварительно найти радиальные реакции в опорах подшипников, а также значения изгибающих и крутящих моментов в опасном сечении. Для этого используем следующие параметры:

Усилия в зацеплении [табл. 6.1. (1)]:

· окружная сила ,

· радиальная сила

· осевая сила .

Консольные силы:

· на ведущем валу [с. 251 (1)]:

где - радиальная жесткость муфты. По табл. 10.27 [1] ;

- радиальное смещение, по табл. К21 принимаем .

При подстановке численных значений получим:

· на тихоходном валу [табл. 6.2. (1)]:



Расстояния между точками приложения реакций в опорах подшипников:

· для быстроходного вала:

·

,

где - ширина подшипника тихоходного вала;

- ширина мазеудерживающего кольца, принимаем .

При подстановке численных значений получим:

Расстояния между точкой приложения реакции в опоре подшипника и точкой приложения консольной силы муфты:

,

где - длина ступени тихоходного вала под полумуфту.

При подстановке численных значений получим:

· для тихоходного вала:

При подстановке численных значений получим:



Расстояния между точкой приложения реакции в опоре подшипника и точкой приложения консольной силы цепной передачи:

,

где - длина ступени тихоходного вала под звездочку.

При подстановке численных значений получим:

Определим реакции в подшипниках быстроходного вала.

1) Вертикальная плоскость

а) определим опорные реакции, Н:

Проверка: ; .

б) Определяем изгибающие моменты относительно оси :

; ;

; ,

2) Горизонтальная плоскость

а) определим опорные реакции, Н:

,

,

Проверка: ;

б) Определяем изгибающие моменты относительно оси :

; ;

; ,

в) Определим крутящие моменты:



Определим реакции в подшипниках тихоходного вала.

1) Вертикальная плоскость

а) определим опорные реакции, Н:

Проверка: ; .

б) Определяем изгибающие моменты относительно оси :

; ;

; ,

2) Горизонтальная плоскость

а) определим опорные реакции, Н:

,

,

Проверка: ;

б) Определяем изгибающие моменты относительно оси :

; ;

; ,

в) Определим крутящие моменты:

Определим суммарные реакции в опорах подшипников:

· на быстроходном валу:

,

,

· на тихоходном валу:

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее опасных сечениях:

· на быстроходном валу:

· на тихоходном валу:



9. Проверка долговечности подшипников

В главе 4 мы предварительно выбрали для ведущего вала подшипник 207 ГОСТ 8338 - 75, для ведомого - 209 ГОСТ 8338 - 75. Расчет подшипников будем проводить по наиболее нагруженной опоре, а именно по ближайшей к выходному концу вала.

Определим отношение:

где - осевая нагрузка подшипника,

- коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце [табл. 9.1. (1)];

- радиальная нагрузка наиболее нагруженного подшипника, [табл. 9.1. (1)];

При подстановке численных значений получим:

· для ведущего вала ,

· для ведомого вала .

Определим отношение:

где - статическая грузоподъемность подшипника [табл. К27 (1)].

При подстановке численных значений получим:

· для ведущего вала ,

· для ведомого вала

Определим коэффициенты и (табл. 9.1. [1]). то по таблице 9.2. [1] принимаем:

· для ведущего вала , ,

· для ведомого вала ,

·

Поскольку отношение , то эквивалентную динамическую нагрузку определяем по формуле[табл. 9.1. (1)]:

где - коэффициент безопасности, [табл. 9.4. (1)];

- температурный коэффициент, для температуры ниже принимаем [табл. 9.5. (1)]

При подстановке численных значений получим:

· для ведущего вала ,

· для ведомого вала

·

Определяем динамическую грузоподъемность подшипника [с. 140 (1)]:

где - показатель степени, для шариковых подшипников

[с. 140 (1)];

- коэффициент надежности, при безотказной работе подшипника [с. 140 (1)];

- коэффициент, учитывающий качество подшипников и качество эксплуатации, при обычных условиях работы для шариковых подшипников принимаем [с. 140 (1)];

- частота вращения внутреннего кольца подшипника, для быстроходного вала принимаем , для тихоходного - [глава 1];

- требуемая долговечность подшипника, в соответствии со сроком службы привода принимаем [глава 3].

При подстановке численных значений получим:

· для ведущего вала ,

· для ведомого вала

где - базовая грузоподъемность подшипника [табл. К27 (1)]

На основании этого можно сделать вывод о том, что выбранные подшипники пригодны.

Определим долговечность подшипника [с. 140 (1)]:

При подстановке численных значений получим:



· для ведущего вала ,

· для ведомого вала



10. Проверочный расчет валов

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. При этом расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материалов, размеры, форму и состояние поверхности валов.

Для начала наметим опасные сечения валов. На каждом валу их два: под шестерней (колесом) на третьей ступени вала и на второй ступени под подшипником опоры, смежным с консольной нагрузкой.

Определим источники концентрации напряжений в опасных сечениях:

· опасное сечение второй ступени обоих валов определяют два концентратора напряжений: посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью между второй и третьей ступенями валов.

· концентрацию напряжений на третьей ступени определяют два концентратора напряжений:

а) для быстроходного вала - соотношение диаметра впадин шестерни и диаметра третьей ступени вала

б) для тихоходного вала - посадка колеса с натягом и шпоночный паз.

Определим напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм:

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба :

где - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, .

- осевой момент сопротивления сечения вала, .

Определим значения осевого момента сопротивления для сечений ведущего вала [табл. 11.1. (1)]:

· на второй ступени ,

· на третьей ступени ,

Определим значения осевого момента сопротивления для сечений ведомого вала [табл. 11.1. (1)]:

· на второй ступени ,

· на третьей ступени

где - ширина шпонки, принимаем [табл. К42 (1)];

- глубина шпоночного паза на валу, принимаем [табл. К42 (1)].

При подстановке численных значений получим:

.

Тогда расчетные напряжения изгиба ведущего вала [с. 269 (1)]:

· на второй ступени ,

· на третьей ступени ,

ведомого вала:



· на второй ступени ,

· на третьей ступени .

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :

где - крутящий момент, ;

- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, .

Определим значения полярного момента инерции сопротивления сечения для ведущего вала:

· на второй ступени ,

· на третьей ступени .

Определим значения полярного момента инерции сопротивления сечения для ведомого вала:

· на второй ступени ,

· на третьей ступени .



Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для валов без поверхностного упрочнения для ведущего вала [с. 273 (1)]:

,

где и - эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений [табл. 11.2. (1)];

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [табл. 11.3. (1)];

- коэффициент шероховатости [табл. 11.4. (1)].

При подстановке численных значений получим:

· на второй ступени , ,

· на третьей ступени ,

Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для валов без поверхностного упрочнения для ведомого вала [с. 273 (1)]:

· на второй ступени , ,

· на третьей ступени ,



Определим пределы выносливости в опасных сечениях ведущего вала, [с. 273 (1)]:

,

При подстановке численных значений получим:

· на второй ступени , ,

· на третьей ступени , ,

Определим пределы выносливости в опасных сечениях ведомого вала, :

· на второй ступени , ,

· на третьей ступени ,

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям для ведущего вала [с. 273 (1)]:

,

При подстановке численных значений получим:

· на второй ступени , ,

· на третьей ступени ,

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям для ведомого вала:

· на второй ступени , ,

· на третьей ступени

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасных сечениях ведущего вала [с. 273 (1)]:

При подстановке численных значений получим:

· на второй ступени ,

· на третьей ступени

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасных сечениях ведомого вала:

· на второй ступени ,

· на третьей ступени 

Условие прочности выполняется.

Размещено на Allbest.ru

...